壓力機再制造中的關(guān)鍵系統(tǒng)再設(shè)計研究

董建興 呂傳毅 賀 磊

(山東理工大學機械工程學院，山東淄博 255049)

壓力機以其良好的加工工藝性能，廣泛應用在各類機械加工和耐火材料制造企業(yè)。目前國內(nèi)中小型企業(yè)保有大量即將進入功能性報廢的老舊壓力機，如果直接進行廢棄處理，將是對資源和能源的巨大浪費。壓力機再制造中的再設(shè)計指的是在壓力機再制造的過程中以報廢的壓力機性能參數(shù)或者零部件作為約束條件，進行新的設(shè)計過程。再設(shè)計的目的是使得再制造后的壓力機獲得比原壓力機更好的性能。淄博奧瑞科機電科技有限公司從應用角度對老舊螺旋壓力機進行了節(jié)能改造，但是部分產(chǎn)品出現(xiàn)了振動過大的情況。基于此本文對J53－400T壓力機再制造中的再設(shè)計進行了理論研究并對結(jié)果進行了應用。

1 壓力機動力系統(tǒng)的再設(shè)計

廢舊壓力機再制造過程中，由于新型電力拖動系統(tǒng)的出現(xiàn)，在考慮到壓力機使用場合的前提下，可以結(jié)合現(xiàn)有的動力系統(tǒng)特點進行再設(shè)計，提升壓力機的性能。但是在進行動力系統(tǒng)的再設(shè)計時，一定要注意匹配壓力機原有的設(shè)計參數(shù)，以它們作為動力系統(tǒng)再設(shè)計的約束條件，在保證壓力機原有打擊力的前提下避免出現(xiàn)動力系統(tǒng)功率的浪費。J53－400T壓力機主要參數(shù)如表1。

表1 J53－400T型壓力機的主要參數(shù)

常用的動力系統(tǒng)有:交流異步電動機、交流伺服電動機、開關(guān)磁阻電動機和直線電動機。

交流異步電動機是現(xiàn)在壓力機上最常用的動力系統(tǒng)，但異步電動機的速度不能調(diào)節(jié)控制，工藝適應性較差。交流伺服電動機多采用變頻調(diào)速控制系統(tǒng)，轉(zhuǎn)差功率在不同的轉(zhuǎn)速下消耗基本保持不變，具有較高的效率，但是交流伺服電動機的控制系統(tǒng)復雜［1］。開關(guān)磁阻電動機(SRM)是在上世紀80年代發(fā)展起來的一種新型驅(qū)動裝置，具有結(jié)構(gòu)簡單，調(diào)速范圍寬，調(diào)速性能優(yōu)異，啟動電流小，對電網(wǎng)沖擊小，并且在整個調(diào)速范圍內(nèi)都具有較高的效率和系統(tǒng)可靠性等優(yōu)點。

由于J53－400T螺旋壓力機屬于需要頻繁往復運動的加工設(shè)備，對電動機的要求是能夠頻繁起停和正反轉(zhuǎn)。比較前面給出的幾種電力拖動系統(tǒng)，文中選擇可以頻繁正反轉(zhuǎn)并且可以以較小的電流啟動獲得較大的轉(zhuǎn)矩，對電網(wǎng)沖擊小，并且容易采用數(shù)字化控制的開關(guān)磁阻電動機作為壓力機再設(shè)計的動力系統(tǒng)。電動機功率需要以表1中原有壓力機的主要參數(shù)作為約束條件，結(jié)合壓力機的力能關(guān)系進行設(shè)計選用。

螺旋壓力機在下行程時儲備運動部分打擊能量。若螺旋壓力機的額定打擊能量為EN，則向下行程的功率峰值PN計算公式為

式中:t為下行程時間;KR為功率輸出系數(shù);EN為運動部分能量;NN為滑塊行程次數(shù)。當開關(guān)磁阻電動機工作在恒轉(zhuǎn)矩情況下，可以取KR=2，結(jié)合表1中給出的運動部分的能量為28 kJ，代入式(1)得出下行程的功率峰值為:56 kW。則選取的開關(guān)磁阻電動機的計算功率為

式中:PSRD為開關(guān)磁阻電動機的計算功率;KSRD為開關(guān)磁阻電動機的過載倍數(shù);KP為螺旋壓力機電動機使用安全系數(shù)。

一般情況下開關(guān)磁阻電動機的過載倍數(shù)可以取KSRD=2。考慮到壓力機的工作狀態(tài)，螺旋壓力機的電動機使用安全系數(shù)KP=1.5～2［2］。代入上述計算數(shù)據(jù)可以得到開關(guān)磁阻電動機的計算功率為42 kW。結(jié)合實際開關(guān)磁阻電動機的現(xiàn)狀，選用山東科匯電力自動化有限公司的SRM280M－7.5型號的開關(guān)磁阻電動機，該型號的額定功率為45 kW，轉(zhuǎn)速為750 r/min，調(diào)速范圍為50 ～1 000 r/min，轉(zhuǎn)動慣量為0.507 kg·m2。

2 壓力機傳動系統(tǒng)的再設(shè)計

在換用開關(guān)磁阻驅(qū)動系統(tǒng)之后，為了充分發(fā)揮開關(guān)磁阻電動機的優(yōu)點，需要對壓力機的傳動系統(tǒng)進行再設(shè)計。壓力機中常用的傳動機構(gòu)有:摩擦盤傳動、皮帶傳動和齒輪傳動。結(jié)合J53－400T壓力機的結(jié)構(gòu)特點，給出如下幾種設(shè)計方案:

方案一:開關(guān)磁阻電動機經(jīng)過皮帶傳動驅(qū)動飛輪旋轉(zhuǎn)，螺桿轉(zhuǎn)動，滑塊移動。由開關(guān)磁阻電動機、帶輪、飛輪、螺桿、螺母、滑塊、控制部分、工作臺和導軌組成，其結(jié)構(gòu)原理圖如圖1所示。

方案二:開關(guān)磁阻電動機通過齒輪副驅(qū)動螺旋副運動，帶動滑塊直線運動，屬于螺桿轉(zhuǎn)動式。主要由開關(guān)磁阻電動機、齒輪副、螺旋副、滑塊、機身和控制部分組成。該方案結(jié)構(gòu)原理圖如圖2所示。

方案三:此方案屬于方案二的衍生方案，將方案二中單臺電動機換用多臺電動機同時驅(qū)動。由兩臺或者多臺電動機通過齒輪傳動帶動螺桿旋轉(zhuǎn)，其結(jié)構(gòu)原理圖如圖3所示。

方案四:電動機通過皮帶帶動與大皮帶輪同軸的小齒輪轉(zhuǎn)動，帶動大齒輪和螺桿作螺旋運動完成壓力加工。結(jié)構(gòu)原理圖如圖4所示。

以上是4種開關(guān)磁阻電動機的傳動設(shè)計方案，其中方案二和方案四中有齒輪副傳動，螺旋壓力機的工作特點決定了齒輪副要承受瞬時的沖擊，可能會帶來齒輪的破壞，方案二在企業(yè)的實際應用中已經(jīng)證實了上述可能，齒輪出現(xiàn)了崩齒和裂紋。方案三多臺開關(guān)磁阻電動機同時帶動齒輪副傳動，由于共用一個大齒輪，必須要保證多臺電動機控制上的同步性，實現(xiàn)電動機的同步控制也增加了方案的難度。

本文中結(jié)合廢舊壓力機的結(jié)構(gòu)特點，選用方案一作為傳動方案。方案整機結(jié)構(gòu)圖如圖5所示。

廢舊壓力機再制造時傳動系統(tǒng)的再設(shè)計需要根據(jù)壓力機的工況進行選擇并且要受到原壓力機的約束:必須與原有壓力機的打擊力、運動部分能量和電動機軸側(cè)轉(zhuǎn)動慣量等參數(shù)匹配。為了滿足壓力機的打擊次數(shù)等條件，傳動比也是再設(shè)計的約束條件。通過對壓力機的檢測和測量結(jié)合已有的技術(shù)資料:該型號壓力機的滑塊行程為520 mm，滑塊的往復行程速度為20次/min，壓力機螺桿采用的分段式雙向螺紋導程為104 mm。由于存在如下關(guān)系:

式中:Ng為滑塊的單程行程速度;Sg為滑塊的行程;h為螺桿導程;rl為螺桿轉(zhuǎn)速。由公式(3)可以得出壓力機螺桿的計算轉(zhuǎn)速為205 r/min。

螺旋壓力機由電動機帶輪帶動飛輪旋轉(zhuǎn)，在數(shù)據(jù)取額定值的情況下，電動機軸側(cè)的等效總轉(zhuǎn)動慣量為

式中:Je為電動機軸側(cè)的等效總轉(zhuǎn)動慣量;ωe為電動機的額定角速度。選用的開關(guān)磁阻電動機的額定轉(zhuǎn)速為re=750 r/min，通過換算得到相應的額定角速度，再由式(4)計算求得電動機軸側(cè)等效總轉(zhuǎn)動慣量為:Je=8.9 kg·m2。

電動機軸側(cè)等效總轉(zhuǎn)動慣量計算公式為

式中:J0為開關(guān)磁阻電動機轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)動慣量，由于所選的開關(guān)磁阻電動機型號已經(jīng)確定，轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)動慣量J0=0.507 0 kg·m2;J1為電動機帶輪的轉(zhuǎn)動慣量;J2為大帶輪的轉(zhuǎn)動慣量;J3為螺桿的轉(zhuǎn)動慣量，根據(jù)技術(shù)數(shù)據(jù)J3=9.812 6 kg·m2。

采用一級帶傳動減速，由電動機的額定轉(zhuǎn)速和螺桿的計算轉(zhuǎn)速可計算出帶傳動的傳動比:i=re/rl。計算可得傳動比約為3.6，符合帶傳動的傳動比范圍。

選定電動機后，可以設(shè)計選定電動機帶輪的尺寸，根據(jù)傳動比確定出飛輪(大帶輪)的設(shè)計直徑。然后通過三維建模以原有壓力機的轉(zhuǎn)動慣量為約束條件，對電動機帶輪和大帶輪進行精確設(shè)計，以避免產(chǎn)生轉(zhuǎn)動慣量過大或者過小等設(shè)計失誤。經(jīng)過三維建模配合材料庫的使用，可以確定出電動機帶輪和大帶輪的相關(guān)尺寸如表2所示。

電動機帶輪和大帶輪的三維效果圖如圖6所示。

表2 電動機帶輪和大帶輪(飛輪)的設(shè)計參數(shù)

設(shè)計完成后的傳動比為3.66，符合要求。轉(zhuǎn)動慣量驗算為:

將以上各個部件的參數(shù)代入式(6):

結(jié)果與計算所得壓力機的電動機軸側(cè)等效總轉(zhuǎn)動慣量相符。

3 壓力機再設(shè)計后的關(guān)鍵零部件模態(tài)分析

針對產(chǎn)品中出現(xiàn)的振動過大問題，對原壓力機的螺桿和再設(shè)計之后的電動機帶輪和飛輪(大帶輪)進行模態(tài)分析，判斷其在工作時是否會因為共振引起壓力機振動過大。

模態(tài)分析技術(shù)是現(xiàn)代機械產(chǎn)品結(jié)構(gòu)動態(tài)設(shè)計、分析的基礎(chǔ)。模態(tài)分析目的就是識別出系統(tǒng)的模態(tài)參數(shù)，為結(jié)構(gòu)的動態(tài)特性分析、振動故障的診斷和預報以及結(jié)構(gòu)動態(tài)特性的優(yōu)化設(shè)計提供依據(jù)［3］。

對于動力系統(tǒng)，根據(jù)達郎貝爾原理，可以得到零部件的運動微分方程:

式中:［M］為總質(zhì)量矩陣;［C］為阻尼矩陣;［K］為剛度矩陣;{X}為節(jié)點位移列矩陣，{X}={x1，x2，…，xn}T;{F(t)}為外界激勵列矩陣。

模態(tài)分析即為求解系統(tǒng)的微分方程在系統(tǒng)阻尼和外加載荷為零的情況下的特征值及特征向量［4］。故上式中阻尼矩陣［C］=0，并且有{F(t)}={0}。在無阻尼條件下的機構(gòu)自由振動微分方程為

系統(tǒng)作自由振動時，結(jié)構(gòu)上各點作簡諧振動，節(jié)點的位移方程為

設(shè)系統(tǒng)內(nèi)各部分均作同頻率同相位的簡諧振動，可得此情況下的特征方程:

用Solidworks2012建立螺桿、電動機輪和飛輪的實體模型然后導入Patran。進行模態(tài)分析時，由于加速度的存在，單位的使用一定要注意，不要因為單位制產(chǎn)生錯誤［6］。為了獲得較好的計算精度，采用二階四面體單元(Tet10單元)而不選用線形的四面體單元(Tet4單元)，因為線形的四面體單元具有過高的剛度，計算精度較差［7］。實體模型尺寸很大，劃分網(wǎng)格設(shè)置內(nèi)部稀疏型，用來減少系統(tǒng)的運算時間。設(shè)置各零部件的材料參數(shù)如表3所示。

表3 材料性能參數(shù)設(shè)置

調(diào)用Nastran進行求解后，讀入結(jié)果文件，螺桿、電動機帶輪以及大帶輪的模態(tài)振型如圖7和圖8所示。

壓力機再設(shè)計完成后，主要的外部振源為:開關(guān)磁阻電動機的作用以及滑塊的打擊運動。該型號壓力機選裝的開關(guān)磁阻電動機性能參數(shù)為45 kW，750 r/min，轉(zhuǎn)動頻率為:f=750 r/60 s=12.5 Hz;改進設(shè)計后滑塊往復行程速度為22次/min，根據(jù)壓力機的打擊原理，開關(guān)磁阻電動機的正反轉(zhuǎn)提供壓力機的扭矩驅(qū)動，滑塊的振動頻率為:f=44/60=0.733 Hz。由圖7可知壓力機螺桿的模態(tài)分析的最小振動頻率為216 Hz，由圖8可知電動機帶輪的最小振動頻率為1 601.1 Hz，飛輪的最低振動頻率為485.57 Hz。經(jīng)過以上分析得出:電動機的轉(zhuǎn)動頻率和壓力機滑塊打擊的振動頻率遠小于壓力機原螺桿和再設(shè)計之后的電動機帶輪和飛輪的固有振動頻率，以上三個螺旋壓力機主要零部件的模態(tài)分析參數(shù)可以避免在壓力機工作時產(chǎn)生機器共振，保證再制造后壓力機的正常使用。

將上述計算結(jié)果在實際加工中進行了應用，實際加工之后的傳動部分如圖9所示。

再設(shè)計之后的壓力機沒有出現(xiàn)之前工作過程中振動過大的問題，通過對開關(guān)磁阻電動機的控制，實現(xiàn)了打擊力和能量的精確控制，提高了產(chǎn)品的合格率和工作效率。

4 結(jié)語

文中對螺旋壓力機再制造過程中的再設(shè)計進行了理論上的研究，探索了壓力機動力系統(tǒng)和傳動系統(tǒng)再設(shè)計的計算方法，在此基礎(chǔ)上對再設(shè)計的零部件進行了模態(tài)分析。根據(jù)模態(tài)分析結(jié)果可以得到在滿足加工工藝的情況下，壓力機的打擊次數(shù)仍有提升空間。所得理論和結(jié)果在實際中進行了應用，再設(shè)計后的產(chǎn)品沒有出現(xiàn)振動過大問題，實現(xiàn)了打擊力和能量的精確控制，提高了工作效率。

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